现代轨道交通车辆设计(精简)教学文案

现代轨道交通车辆设计(精简)1、悬挂系统的基本参数

由于转向架悬挂系统的结构和参数对机车车辆运行平稳性有着决定性的影响，因此，悬挂系统的设计就成为转向架设计中的一项重要内容。客车转向架悬挂系统通常由弹性元件（各种型式的弹簧）和减振器两部分组成。悬挂系统设计中有两项参数最重要：一是弹簧的静挠度值，一是阻尼率值。弹簧静挠度值应设计得尽可能地大，以降低振动系统的自振频率。阻尼率值过大或过小都不利，它有一个优化值或优化范围，此值与系统的其他参数有关，阻尼优选值需通过转向架悬挂系统的振动理论分析来获得。运行平稳性（走行舒适性）：即走行部振动平稳性对车辆内旅客的反映。它将反映在列车运行中所有线路和速度之中。——Sperling指数、振动加速度等。运行稳定性（走行安全性）：它主要是当列车因直线高速运行时，可能出现的横向自激振动问题，通常被称为蛇行稳定性。它不但影响列车的平稳性，而且也会导致脱轨，危及运行安全。——蛇行临界速度、脱轨系数等曲线通过性能：是指列车通过曲线时，对轨道和转向架产生不利的静态和动态作用力，列车通过曲线时，轮/轨作用力不当而产生脱轨的可能性。——外轨超高、未平衡离心力、曲线限速等。2、车辆动力学模拟分析步骤1、建模车辆动力学模拟分析首先需要建立车辆系统力学模型及其数学描述，称之为“建模”。2、提供分析时的系统参数（这些参数主要包括几何、质量和悬挂参数。）几何参数：车轮直径、转向架轴距、转向架中心距。质量参数：电机、车体、构架、齿轮箱、轮对及轴箱等部件的质量和转动惯量。悬挂参数：一系、二系定位刚度和悬挂刚度;一系、二系的阻尼特性曲线。其他参数：轮/轨接触几何状态、接触点锥度及其变化曲线。

3、提供线路轨道激励分析时需要输入的外加激励按线路条件确定。4、输出数据相对每一组系统参数和一种线路不平顺激扰可以求解出列车在不同速度下的下列数据:各车轮的轮/轨相互作用力Y,Q;轮/轨垂向力及其变化—轮轨最大载荷和减载率;最大脱轨比

车体x、y、z三个方向的振动加速度;

振动平稳性指数(统计值);转向架构架的振动加速度;·轮/轨磨耗指数。3、ADAMS/Rail原理与应用ADAMS/Rail原理与应用ADAMS/Rail可以完成如下数值仿真计算任务。预载计算、线性分析、稳定性分析和动态分析。车辆舒适性和曲线通过能力分析。列车牵引和制动计算。车辆悬挂系统设计。钩缓装置设计。牵引传动装置设计。动态轮/轨接触分析，轮轨蠕滑与磨耗计算。车辆脱轨和倾覆分析。第2节转向架零部件设计一、悬挂元件结构设计二、轮对结构设计三、构架结构设计四、其他零件设计一、悬挂元件结构设计1、液压减振器2、圆柱压缩螺旋弹簧3、橡胶弹簧设计4、空气弹簧设计5、抗侧滚扭杆系统设计

1、液压减振器液压减振器主要设计内容液压减振器阻力特性计算液压减振器实验原理SKF1液压减振器调整（1）液压减振器主要设计内容

减振器结构和参数设计的主要内容如下：（1）阻尼特性的选择。根据减振器的安装部位和被衰减振动的性质来确定其阻尼特性：对一系和二系悬挂（垂向和横向）选用对称的线性阻尼特性；对抗蛇行减振器和车体间纵向减振器选用摩擦型阻尼特性。（2）阻尼率（系数）的设计计算。根据转向架悬挂系统的振动理论分析来获得的优选值并计及悬挂系统的其他参数计算出所需的阻尼率。（3）活塞行程及外部尺寸的确定。根据减振器所在的部位，考虑最不利的运动工况，对其两端作运动学分析从而来确定活塞的最大行程，再根据所选用减振器的品牌、型号及其固定结构尺寸来确定减振器的安装长度，其直径则从系列尺寸中选取。根据这些尺寸可进行减振器空间位置的布置。（4）端部弹性连接结构的选型。根据减振器两端相对运动的形式和受力大小选择端部连接结构的型式和规格。并连同上述项内容，以完成减振器的参数设计。（2）液压减振器阻力特性计算A.拉伸阻力B.压缩阻力

表示拉伸阻力与运动速度的平方成正比，与节流孔面积的平方成反比。油液双向流动减振器这就是说压缩阻力要大于拉伸阻力。2、圆柱压缩螺旋弹簧（1）几何参数（2）弹簧应力分析（3）单卷弹簧设计公式（4）双卷弹簧设计公式（5）弹簧现代设计d—簧条直径（mm）

D—弹簧中径，即螺旋线圆柱直径n—弹簧的有效圈数，即螺旋线的圈数H0—弹簧的自由高D2=D+d—弹簧外径D1=D-d—弹簧内径α—弹簧的螺旋角，即螺旋线的升角t—簧条间距，即螺旋线的节距—螺旋线的极角C—旋绕比，C=D/d（1）几何参数

基本参数当螺旋角9º时，KbFKtF0Zm、Zt分别为抗弯和抗扭截面模量通过简化将上式简化为：垂向变形为：（2）弹簧应力分析受垂向力作用时（3）单卷弹簧设计公式EXCEL在CRH2轴箱弹簧分析中的应用（4）双卷弹簧设计公式采用单级刚度双卷弹簧双卷弹簧代替单卷弹簧时，为不改变原弹簧的特性，必须满足以下条件：弹簧指数相等应力相等

挠度相等即：（5）弹簧现代设计A、弹簧CAD设计B、弹簧有限元分析C、弹簧优化设计A、弹簧CAD

1、几何参数2、卷制工艺3、仿真设计4、配置5、库零件卷制工艺制造工艺过程:修正下料→端部加热→锻尖→加热→卷绕→淬火→回火→强化处理（喷丸、强压、渗碳）→磨平端面→试验或验收。热卷大弹簧.flv仿真设计（1）一段变螺距螺旋线扫描法（2）三段等螺距螺旋线扫描法（3）三段直线扫描法（4）弹簧练习（1）一段变螺距螺旋线扫描法弹簧是由簧条圆绕一条螺旋线旋转而成的，故其造型过程为：先绘制螺旋线，再绘制簧条圆，然后利用扫描特征创建弹簧基体，最后利用拉伸切除特征创建支撑圈。

（2）三段等螺距螺旋线扫描法（3）三段直线扫描法先钢丝后卷滚（4）弹簧练习用多种方法进行弹簧建模B、弹簧CAE分析弹簧CAE设计实例----转K2弹簧有限元分析（1）刚度（f=mm）（2）强度（f=47.2mm）几何非线性|大变形问题C、弹簧优化设计（C）算例已知某机车弹簧的相关参数为：Pst=119.428kN，[fst]=106.0mm，H0=490mm。材料为60Si2CrVAT，许用应力[τ]=1050MPa[4]，疲劳许用应力[τ-1]=370MPa。取机车取弹簧裕度系数Kvd=0.5，动荷系数Kd=0.25[5]。“目标函数”m文件“约束条件”m文件“优化程序”m文件（A）Matlab中的分析步骤

建立优化模型并转成标准格式。生成“优化目标函数”m文件生成“优化约束条件”m文件生成“优化求解程序”m文件执行求解程序。（B）弹簧优化设计数学模型执行：>>OPTProg结果：x=50.8034220.93034.7975fval=6.8228e+0043、橡胶弹簧设计

（1）橡胶堆CAD/CAE（2）橡胶弹性关节CAD/CAE（1）橡胶堆CAD/CAE横向刚度（受剪应力）垂向刚度（受压）压应力剪应力

刚度计算结果（2）橡胶弹性关节CAD/CAE橡胶弹性关节具有结构简单，减振隔声性能好，易实现不同方向、不同弹性特性要求等特点，广泛应用于铁道机车车辆。橡胶材料采用应用最广泛的Mooney一Rivlin本构模型，材料系数值:取C01/C10=0.25,C10=0.4825Mpa，C01=0.1206MPa;压缩性定义取Dl=25e-5。。按照国际惯例，通常将橡胶弹性关节的4种主要变形—径向、轴向、偏转、扭转定义如图5一2所示。A、空气弹簧的垂直刚度

—多变指数，在等温过程=1，在绝热过程=1.4，在一般动态过程1<<1.4。设dA/dx=aA。A是垂直形状参数4、空气弹簧设计B、空气弹簧的横向刚度—单曲囊式空气弹簧气体单元、实体单元、多层材料单元充气过程>装配分析>承载分析3个工况；应用CAD技术建立D580空气弹簧模型，利用ABAQUS非线性有限元分析软件，计算和研究了它的各项力学特性，并就影响空气弹簧横向和垂向力学性能的各种主要参数进行了讨论5、抗侧滚扭杆系统设计

抗侧滚扭杆系统（如图1所示）主要包括扭杆轴、扭转臂、连杆、安装座等部件。其中扭杆轴是主要受力部件，车体侧滚时，扭杆轴因承受扭矩而发生扭转变形，同时提供扭转反力矩来抵抗车体的侧滚。扭杆轴与扭转臂边界条件按照实际工况设置，如下图5所示，扭转臂内侧两个支撑球铰固定不动，按照图5中红色箭头方向施加相应的面压力载荷，以此种方式给扭杆系统施加扭转载荷，扭杆轴与扭转臂、支撑球铰与扭转轴采用Contact连接，属性为FREEZE。二、轮对设计（一）车轮的强度分析（二）车轴的强度分析（三）轮对分析（一）车轴的强度分析1、车轴的强度分析载荷工况2、车轴的强度分析模型3、车轴的强度分析结果1、传统设计根据欧洲标准EN13104对车轴进行计算，加载方案如图5-50所示。表5-1630NiCrMoV12钢轴不同位置的旋转弯曲疲劳极限材料轴身表面带缺口轴身表面轮座压配合表面短轴压配合表面30NiCrMoV12316MPa120MPa175MPa120MPa2、现代设计方法加工a、b、c、d、e、f、g面和各轴肩进行加工；（二）车轮的强度分析1、车轮的强度分析载荷工况2、车轮CAD3、车轮CAE1、车轮的强度分析载荷工况根据UIC510-5：2003（整体车轮技术）标准进行车轮设计，对于安装到动轴上的车轮，考虑车轮通过直线、曲线和道岔时的载荷，见表5-15，加载方式如图5-49所示。除了上述UIC510-5规定的垂向和横向载荷外，还应考虑表5-15所示的载荷条件。切向载荷(粘着系数＝0.33)27.5kN最大速度情况下(200公里/小时)转速1310rpm车轴与车轮压装的最大过盈量0.30mm踏面上热处理偏差而产生的应力表5-15车轮载荷条件载荷工况垂向力横向力直线运行Fz1=1.25QFy1=0曲线运行Fz1=1.25QFy2=0.7Q过道岔Fz1=1.25QFy2=0.42QQ:每个车轮承担的重量车轮一直由两道工序加工完成,即：先加工内壳面、内辐板、轮缘、内辋面；然后翻身找正加工外壳面、外辐板、外辋面、踏面及孔其中轮缘、踏面在喉部接刀。切右辐板钻轮毂孔选材料切左辐板镟踏面车轮CAD设计1-内辋面

2-内壳面

3-内辐板

4-轮缘

5-喉部

6-踏面

7-外辋面

8-轮

辐

9-外辐板

10-外壳面2、车轮CAD3、车轮CAE（三）轮对分析1、轮对分析模型2、轮对分析结果1、轮对CAD轮对压装位置要求(1)轮对内侧距离L=(1353±2)mm,且任意3处距离差不大于1mm。当内侧距离L不符合规定时,不得向外侧调压,但当轮对内侧距离比规定的最小距离小1mm以下时或因车轮辗制不均匀而致使任3处距离差超过规定时,可以通过旋削轮辋内侧面进行调整。(2)轮对轮位差:L1-L2≤3mm。轮对压装过程.flv2、轮对CAE为保证运行过程中，车轮不会与车轴发生相对转动或脱离，轮轴之间应有足够的接触压应力。在标准EN13260:1998对轮对轮轴过盈量j有如下规定：a)采用收缩装配:0.0009dm≤j≤0.0015dm;b)采用压力装配:0.0010dm≤j≤0.0015dm+0.06;其中:dm表示轮座位置轴的平均直径，单位为mm。dm=194mm时，0.174mm≤j≤0.291mm轮对承载应力轮对装配应力分析三、焊接构架强度设计

（一）构架强度设计规范（二）构架强度分析（一）构架强度设计规范

UIC515/UIC615规程

JISE4207“铁道车辆转向架构架设计通用条件”1、UIC515/UIC615规程模拟运营载荷平均应力与应力幅σm、σa放入相应材料母材/接头的Goodman图评估疲劳强度

超常载荷

应力σ与母材/接头许用应力比较评估静强度有限元计算2、JIS技术条件静载荷平均应力σm

与母材/接头许用应力比较评估静强度动载荷

应力幅σa放入相应材料的疲劳极限图评估疲劳强度（二）构架强度分析1、构架CAD2、构架CAE1、构架CAD构架加工工艺.MPG构架-new-a.avi2、构架CAE四、制动零件设计制动热机耦合计算载荷踏面制动车轮热机耦合分析盘型制动系统先插入基本制动单元装置，将缸体固定，再插入夹钳装置，应用面重合、同圆心命令使制动钳杠杆上的连接孔凸台与缸体上的凸台共面同心，在用螺栓、螺母用同样的命令将他们连接起来。再插入轮对，使闸片与摩擦环同心，闸片吊座前视基准面与摩擦环基准面2重合，闸片摩擦面与摩擦环摩擦面平行，从而将整个盘形制动装置装配在一起。如图3-26。盘形制动装置的运动仿真实例1、闸片压力计算：根据上一节提供的HXD3的基本技术参数：最大制动缸压力PZ为450kPa，制动缸直径D为0.254m，夹钳杠杆倍率n为1.2。可算得：制动缸活塞所受的压力：F1=Pz·S=Pz·π·D2/4=450×103×506.4×10-4=22788N紧急制动闸片压力：K=2Pz·S·n·η=2×22788×1.2×0.85=46487.5N

2、基于COSMOSMotion的运动仿真运动仿真过程

1)设置静止或运动部件

2)模型装配关系验证添加模拟成分设置约束条件热量载荷：制动过程中制动盘和闸片摩擦生热，在盘体和盘毂上产生热应力和热变形。对流载荷：制动过程中制动盘表面对空气散热。压力载荷：盘体受到闸片的压力。摩擦力载荷：盘体受到闸片的摩擦力。旋转离心力：制动盘高速旋转产生离心力，导致盘毂产生变形和应力。振动载荷：车辆运行时，由于轮轨作用导致盘毂受到振动载荷的作用。压装载荷：盘毂和车轴的过盈配合使盘毂发生变形而产生应力。制动热机耦合计算载荷踏面制动车轮热机耦合分析

对车轮热负荷最不利的制动工况：紧急制动工况热流密度分别为288.8kW/m2拖曳制动工况热流密度为175.6kW/m2。温度场结果热机耦合场结果第2节车体结构设计技术一、车体外形设计二、车体结构强度设计一、车体外形设计(一)、列车空气动力学(二)、动车组头型设计(三)、动车组车身外型设计(I)、列车空气动力学

随着列车运行速度的提高，周围空气的动力作用一方面对列车和列车运行性能产生影响；同时，列车高速运行引起的气动现象对周围环境也产生影响，这就是高速列车的空气动力学问题。高速动车组外形设计的基本要求分三个方面，即要满足:空气阻力的要求压力波动的要求噪声方面的要求空气阻力(II)、动车组头型设计

对于高速动车组来说，列车头型设计非常重要，好的头型设计可以有效地减少运行空气阻力，列车交会压力波和解决好运行稳定性等问题。1.头型设计的基本要求2.动车组头部流线化设计3.头车外形比较1.头型设计的基本要求(1)阻力系数一些高速铁路发展比较早的国家，通过试验研究和理论计算，明确提出了各自的列车阻力系数指标。在“德国联邦铁路城间特快列车ICE技术任务书”中规定：列车前端的驱动头车空气阻力系数C＝0.17；列车末端的驱动头车空气阻力系数C＝0.19。(2)头型系数（长细比）长细比，即车头前端鼻形部位长度与车头后部车身断面半径之比。头、尾车阻力系数与流线化头部长细比直接有关，高速列车头部的长细比一般要求达到3左右或者更大，如图所示：2.动车组头部流线化设计头部纵向对称面上的外形轮廓线，要满足司机室净空高、前窗几何尺寸、玻璃形状，以及了望等条件。在此基础上，尽可能降低该轮廓线的垂向高度，使头部趋于扁形，这样可以减小压力冲击波，并改善尾部涡流影响。同时，将端部鼻锥部分设计成椭圆形状，可以减少列车运行时的空气阻力，如图所示。在设计俯视图最大轮廓线形时，首先要满足司机室的宽度要求，然后再将鼻锥部分设计为带锥度的椭圆形状。这样既有利于减小列车交会压力波和改善尾部涡流影响的梭形，又兼顾到有利于降低空气阻力的椭球面形状。此外还应设计凹槽形的导流板，将气流引向车头两侧。在主型线设计完成后，还要做到头部外形与车身外形严格相切；头部外形中，任意选取的两曲面之间也要严格相切，以保证头部外形的光滑性，这样既可减少空气阻力，又可以降低列车交会压力波幅值。(a)一拱方案(b)二拱方案(c)设导流板方案

图3高速列车车头、车尾部流场数值计算的典型结果CRH5动车组原型车SM3外型效果图3.头车外形比较CRH2动车组原型车E2－1000外型图(III)、动车组车身外型设计1.车身横断面形状特点2.车体断面比较1、车身横断面形状特点动车组车身横断面形状设计有以下特点：

1.整个车身断面呈鼓形，即车顶为圆弧形，侧墙下部向内倾斜（5o左右）并以圆弧过渡到底架，侧墙上部向内倾斜（3o左右）并以圆弧过渡到车顶。下图为德国ICE动车组车身断面形状。这不仅能减小空气阻力，而且有利于缓解列车交会压力波及横向阻力、侧滚力矩的作用。2.裙板车辆底部形状对空气阻力的影响很大，为了避免地板下部设备的外露，采用与车身横断面形状相吻合的裙板遮住车下设备，以减少空气阻力，也可防止高速运行带来的沙石击打车下设备。3.车体表面光滑平整，尽量减少突出物。如侧门采用塞拉式；扶手为内置式；脚蹬做成翻板式，使侧面关闭时可以包住它。4.两车辆连接处采用橡胶大风挡，与车身保持平齐，避免形成空气涡流。车体断面比较ICE动车组车身断面形状2、车体横断面尺寸（VI）车体流线型设计（1）车体流线型设计实例-车体绕流分析（2）车体流线型设计演示（1）车体流线型设计实例-车体绕流分析几何尺寸：车控制点：K,,-0.08,-0.05,0K,,0.08,-0.05,0K,,-0.08,-0.03,0K,,0.08,-0.03,0K,,-0.03,-0.01,0K,,0.03,-0.01,0计算区域：长度0.3m，高度0.2m；流体性质：假设流体密度1000kg/m3，流体粘性17.85m2/.s，进口速度50m/s，出口压力0N/m2。00动车组绕流.txt（2）车体流线型设计演示总结：三部曲二、车体结构设计1、

铝合金车体设计流程2、车体结构设计基本内容3、车体结构强度计算4、车体刚度评价5、车体的模态设计6、车体CAD/CAE演示1、

铝合金车体设计流程重新进行车辆设计时，首先要在对以前车种的实际成果和新项目的加入等进行考虑的同时，设计车体结构。首先，实施基本计划。研究车体分配、车体断面形状（外形尺寸、室内尺寸），然后研究相关的车钩、车下总装及与转向架的接口。基本计划完成后，开始制作基本图。在基本图和主结构的设计方面，必须认真对强度面进行研究。强度设计基本流程如图11.1所示。2、车体结构设计基本内容在车体设计中必须考虑以下几个方面的内容。

(1)车体强度：为保证车辆在运行中有足够的强度，必须能承受一定的载荷工况，以符合车辆的强度设计规范。需校核车体结构的强度和刚度，同时要进行结构疲劳设计。

(2)车体刚度：这主要是控制车体的垂向位移和扭转角位移。

(3)车体自振频率：这与车辆运行品质和安全密切相关，因此，规范中对车体第一阶垂向弯曲模态有一定的限制。

(4)车体的耐碰撞安全防护：即要求设计一个更强的客室结构，同时在车体的非乘客区设置能量吸收区.以吸收撞击动能，保证乘客安全。

(5)结构轻量化：在保证安全和使用寿命的前提下，尽量做到结构的轻量化.车体结构所古车辆自重的比例很大，因此设计时尤其应注意减轻其自重。3、车体结构强度计算（1）车体结构强度计算内容（2）车体结构强度设计标准—JISE7105（3）车体结构强度校核步骤（1）车体结构强度计算内容

车体结构的强度分为承受垂直载荷、车端压缩载荷等的静态强度，以及承受上下振动、气密变动载荷等的动态强度。只要没有特别要求，静态强度以材料弹性极限为标准值，动态强度以材料的疲劳强度为标准值。评估动态强度时的应力是重复载荷最大值时的应力。为此，动态强度也与静态强度一样，可以将应力与标准值相比较，由此来进行评估。（2）车体结构强度设计标准—JISE7105工

况载荷种类载荷的大小评价的标准值垂直载荷垂直载荷（车体重量＋最大乘客重量）×1.1

应力值不超过材料的弹性极限车端压缩载荷垂直载荷车体重量

应力值不超过材料的弹性极限车端压缩载荷980kN扭转载荷扭转载荷39kN·m

应力值不超过材料的疲劳强度三点支持垂直载荷车体重量

应力值不超过材料的弹性极限。JIS中，为“不发生永久变形及塑性纵弯曲”，左边是评价的大致标准气密载荷内压载荷8.0kPa（相当于压力变动范围）

针对8.0kPa的一半（4.0kPa）的应力值不超过材料的疲劳强度。8.0kPa是根据规格书的规定弯曲振动固有频率

一次弯曲固有振动频率为10Hz以上。10Hz是根据规格书的规定扭转振动固有频率

无4、车体刚度评价减轻客车车体的重量除受强度的制约外，在很大程度上还受到车体刚度的制约。必要的车体刚度可避免过大的车体变形，以保证设备安装的需要。车体刚度主要要包括：弯曲刚度扭转刚度纵向刚度（1）弯曲刚度我国客车车体刚度以等效垂直弯曲刚度EIeq值评定。规范推荐的评定值分别为:EIeq=1.3GN.m2(以中梁挠度计算)或2.4GN.m2(以侧墙挠度计算)。日本标准JISE7103-2006通勤电车车体设计通用技术条件中垂向弯曲刚度指等效弯曲刚度,表示一等效等截面梁的刚度。该梁所承受的载荷和挠度分别等同于车体承受的均布载荷和侧墙中央处所产生的挠度。等效弯曲刚度计算公式为:（2）扭转刚度等效扭转刚度表示一等效等截面梁的刚度。该梁所承受的扭转力矩和其扭转角分别等同于车体承受的扭转力矩和车体所产生的扭转角。等效扭转刚度计算公式为:我国客车车体刚度以等效扭转刚度GJeq=500MN.m2/rad（3）纵向刚度车体纵向变形是指在纵向压缩力/纵向拉伸力作用下车体两端后从板座之间距离的减小量/增加量。降低结构的纵向刚度可降低车辆结构承受的纵向冲击力。车体纵向刚度可反映其吸收纵向冲击能量的水平，其计算公式为:5、车体的模态设计（1）车体模态设计的意义（2）模态分析评价原则（3）车体的动态设计准则（1）车体模态设计的意义随着列车速度的不断提高，线路固有频率范围加宽，而车辆自重不断减轻，其固有频率降低，这样就导致车体的低阶弹性振型有可能处于线路的激扰范围之内，从而使车体产生较大的振动。这样带来的危害：一是使车体某些部位产生较大的变形，影响疲劳寿命；二是车体的振动会传递到车上的地板、座椅，降低乘坐的舒适度。为了提高车辆在高速条件下的运行品质，车体设计除考虑强度、刚度的问题外，还需要对其动态特性进行研究。（2）模态分析评价原则车体动态设计的准则一般是指车体一阶垂直弯曲振动的固有频率必须要高于某一规定值，避免与车辆振动频率接近或一致，使车体产生剧烈的或者过大的振动，降低舒适性以及缩短结构的疲劳寿命。应用模态分析方法可以直接对结构设计进行评价，其评价原则如下：

(1)车架低阶频率，即一阶扭转和弯曲频率的值，应高于悬挂下结构的固有频率，而又低于发动机怠速运转频率，以避免发生整体共振现象；

(2)车架弹性模态频率应尽可能避开发动机经常工作的频率范围；

(3)车架振型应尽可能光滑，避免有突变。（3）车体的动态设计准则整体振动模态设计局部振动模态设计整体振动模态设计

车体动态设计准则是指车体(全装备车体)一阶垂直弯曲振动的固有频率必须要高于某一规定值，避免车体产生剧烈的或过大的振动以免造成舒适度降低和结构疲劳寿命的缩短。机车车辆车体各种激扰力是随机车车辆速度的提高而加剧。对于车体振动来讲，通常关心的是车体垂直面内的振型及频率。为避免振动耦合的有害振动，UIC566-1992规定车体结构的一阶垂向弯曲自振频率不低于10Hz，我国在95J01-L《高速动力车及动力学性能规范》中，也做出同样的规定。全